丁發(fā)軍，王正方，肖龍波，于文龍，于文建

（1.山東理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，山東 淄博 255049；2.中國鐵路濟南局集團有限公司青島動車段，山東 青島 250000；3.淄博職業(yè)學(xué)院 智能制造學(xué)院，山東 淄博 255314）

0 引言

高鐵技術(shù)作為中國尖端技術(shù)在國內(nèi)外享譽盛名，與此同時，高鐵的故障診斷技術(shù)和水平對于高鐵的可持續(xù)發(fā)展具有重要的意義[1]。經(jīng)過多年高鐵運行數(shù)據(jù)積累和整車故障規(guī)律分析，針對同種車型的系統(tǒng)故障主要發(fā)生在牽引、制動、轉(zhuǎn)向架等結(jié)構(gòu)復(fù)雜系統(tǒng)，故障規(guī)律分析作為動車組的可靠性分析技術(shù)在故障診斷和分析方面發(fā)揮著重要的作用。本文對動車組各系統(tǒng)進行故障可靠性分析，并將故障模式按照影響等級及發(fā)生概率排序反饋至設(shè)計部門進行協(xié)同設(shè)計。與此同時，經(jīng)過故障可靠性分析發(fā)現(xiàn)，動車組轉(zhuǎn)向架軸承在故障診斷反饋中問題頻發(fā)，加之保持架作為轉(zhuǎn)向架軸承的關(guān)鍵部件、載荷的工作環(huán)境復(fù)雜惡劣，其性能對列車的運行安全有著直接影響[2]。本研究選取某型動車組轉(zhuǎn)向架軸承為研究對象，構(gòu)建模型分析軸承受載的變化過程，旨在為結(jié)構(gòu)和穩(wěn)定性和故障診斷提供可參考路徑。

1 動車組系統(tǒng)故障診斷

以某動車組100 萬km 早期故障進行數(shù)據(jù)分析，對不同功能系統(tǒng)的故障規(guī)律進行分析。階段故障主要集中在高壓牽引系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向架、列控車載設(shè)備、車體及車端連接以及供風(fēng)及制動系統(tǒng)，占了所有故障的86%，均呈現(xiàn)出顯著的早期故障規(guī)律特征。由此也可看出，提高轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)的可靠性對于保障動車組良好秩序運行非常重要[3]。

2 基于ANSYS 的轉(zhuǎn)向架軸承載荷仿真

本文利用CATIA 以及ANSYS 軟件，通過構(gòu)建模型、約束條件、施加載荷，分析軸承在運行過程中應(yīng)力發(fā)生的變化，旨在從應(yīng)力變化、承載角度分析主體的故障發(fā)生原因。

2.1 零部件模型構(gòu)建

基于CATIA 三維建模軟件對軸承進行建模仿真，繪制對應(yīng)的零件圖并再CATIA 裝配環(huán)境下完成零件的裝配和干涉檢測，具體軸承模型如圖1 所示。

圖1 軸承模型三維建模

2.2 軸承有限元模型

將軸承模型三維建模按照CATIA 和ANSYS 協(xié)議接口要求導(dǎo)入ANSYS 仿真軟件中，對模型中的部件單獨劃分網(wǎng)格。內(nèi)圈、外圈、隔圈以及滾子的單元類型選為顯式八節(jié)點線性六面體減縮積分單元，保持架選擇自由網(wǎng)格。建立軸承有限元模型如圖2 所示。

圖2 軸承有限元模型

2.3 接觸和載荷邊界條件設(shè)置

根據(jù)軸承實際允許過程狀態(tài)，軸承分別受到法向和切向方向的接觸，其中再法向接觸上為硬接觸；切向接觸為庫侖摩擦。因此靜摩擦因數(shù)定為0.1、動摩擦因數(shù)定為0.05、衰減系數(shù)取0.01。

分別選取軸承內(nèi)、外圈的外表面節(jié)點，用以施加轉(zhuǎn)速、載荷以及自由度約束條件。外圈節(jié)點分別受到X、Y和Z方向的轉(zhuǎn)動自由度。內(nèi)圈節(jié)點分別受到X、Y和Z方向的轉(zhuǎn)動自由度和X、Y方向的轉(zhuǎn)動自由度。對軸承外圈參考點施加載荷，內(nèi)圈參考點施加轉(zhuǎn)速，分析不同工況下軸承的受載情況。為提高模型計算和仿真數(shù)據(jù)的可靠性和真實性，ANSYS 采用雙精度對軸承仿真過程進行求解[4]。

2.4 仿真結(jié)果分析

2.4.1 不同徑向載荷下保持架受載情況

根據(jù)文獻數(shù)據(jù)[5]表明，軸承外部沖擊載荷所受的徑向載荷在45 kN ～ 65 kN 之間。本文為研究方面分別選取不同載荷45 kN、55 kN、65 kN 下在特定轉(zhuǎn)速2000 r/min 的受載情況。從圖3 中可以顯著看出，滾子和保持架之間的運動具有間斷性，各個節(jié)點的應(yīng)力變化過程屬于非線性變化；滾子與保持架接觸運動并發(fā)生滾動運動，此時兩個零件之間的作用增強，節(jié)點應(yīng)力也發(fā)生改變處于增大趨勢；當(dāng)滾子和保持架處于非接觸狀態(tài)或者軸承整體處于減速狀態(tài)，此時對應(yīng)的節(jié)點應(yīng)力數(shù)據(jù)也發(fā)生降低。圖3 中顯示隨著徑向載荷的不斷增大，節(jié)點應(yīng)力值均發(fā)生正向改變。主要原因是隨著載荷的增大，滾子與內(nèi)、外圈之間的接觸范圍更廣，促使?jié)L子在保持架的動力增強，而由于僅僅是徑向載荷的增強，因此從節(jié)點均值變化浮動不大。

圖3 保持架各個節(jié)點數(shù)據(jù)的動態(tài)應(yīng)力平均值變化過程

2.4.2 不同轉(zhuǎn)速下保持架受載情況

本文為研究方面分別選取不同轉(zhuǎn)速2000 r/min、3000 r/min、4000 r/min 下在特定徑向載荷45 kN 的受載情況。如圖4 所示不同轉(zhuǎn)速2000 r/min、3000 r/min、4000 r/min 下在特定徑向載荷45 kN 的受載情況，當(dāng)隨著軸承轉(zhuǎn)速增加，保持架節(jié)點應(yīng)力值均發(fā)生正向變化。主要原因是在于隨著轉(zhuǎn)速的提升，滾子的各個方向的載荷均發(fā)生增大，滾子與保持架的接觸范圍變大，接觸時間變小，此時滾子和保持架之間的碰撞頻率和作用力均發(fā)生增大。通過圖4 中也可以看出，隨著軸承轉(zhuǎn)速的增大，保持架出現(xiàn)了一定范圍的激振，造成整體運行可靠性降低，促使軸承轉(zhuǎn)速頻繁承受載荷，這也是軸承故障發(fā)生的根本原因之一。

圖4 保持架各個節(jié)點數(shù)據(jù)的動態(tài)應(yīng)力變化過程

3 轉(zhuǎn)向架軸承故障分析

結(jié)合轉(zhuǎn)向架常見故障和軸承仿真受載情況，分析動車組實際運行中軸承故障的狀態(tài)表明，軸承的外圈、內(nèi)圈、滾子和保持架最容易發(fā)生受力過載，應(yīng)力分布不均，應(yīng)力集中極易發(fā)生在軸承外圈。通過有限元分析保持架應(yīng)力集中區(qū)域如圖5 所示。

圖5 保持架應(yīng)力集中區(qū)域

根據(jù)赫茲理論，在滾動接觸載荷作用下，次表面產(chǎn)生剪應(yīng)力，當(dāng)次表面存在缺陷（一般為非金屬夾雜物）時，在剪應(yīng)力作用下缺陷部位出現(xiàn)顯微裂紋，逐步擴展為剝離，隨后導(dǎo)致小徑端產(chǎn)生延性斷裂。

4 結(jié)語

本文結(jié)合自身工作經(jīng)驗利用CATIA、ANSYS 分別建立了軸箱軸承三維幾何模型和動力學(xué)模型，對軸承模型進行動力學(xué)仿真，探究了徑向載荷、轉(zhuǎn)速下動車組轉(zhuǎn)向架軸承運轉(zhuǎn)時保持架的應(yīng)力分布及危險部位以及故障發(fā)生原因。結(jié)果顯示，保持架應(yīng)力較大的部位大都分布在保持架過梁以及側(cè)梁與過梁的連接處，側(cè)梁與過梁的連接處常出現(xiàn)應(yīng)力最大值，此處定為保持架的危險部位；徑向載荷的變化對保持架應(yīng)力的影響不大，隨著徑向載荷的增加，保持架應(yīng)力略有增加；隨著轉(zhuǎn)速的提升，滾子的各個方向的載荷均發(fā)生增大，滾子與保持架的接觸范圍變大，接觸時間變小，此時滾子和保持架之間的碰撞頻率和作用力均發(fā)生增大。通過圖中也可以看出，隨著軸承轉(zhuǎn)速的增大，保持架出現(xiàn)了一定范圍的激振，造成整體運行可靠性降低，促使軸承轉(zhuǎn)速頻繁承受載荷，發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，造成材料斷面損傷、失效。